转向设计.ppt

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,第七章 转向系设计,第一节 概述,保持或者改变汽车行驶方向，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。,功用,转向盘,转向器,转向机构（防伤机构和转向减振器，,动力系统）,组成,1),汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。,不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。,2),汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，,转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。,3),汽车在任何行驶状态下，,转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。,4),转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。,要求,5),保证汽车有较高的机动性，,具有迅速和小转 弯行驶能力。,6),操纵轻便。,7),转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。,8),转向器和转向传动机构的球头处，,有消除因磨损而产生间隙的调整机构。,9),在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，,转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置,。,10),进行运动校核，,保证转向盘与转向轮转动方向一致。,要求,第七章 转向系设计,第二节 机械式转向器方案分析,齿轮齿条式,循环球式,蜗杆滚轮式,蜗杆指销式,分类,比较,齿轮齿条式 循环球式 蜗杆滚轮式 蜗杆指销式,啮合副,齿轮齿条 螺杆和螺母 蜗杆和滚轮啮合 蜗杆指销,螺母上齿条与摇臂轴上齿扇,啮合副间隙,可调 可调 调隙困难 可调,传动比,I,可变 可变 不变 可变 或不变,效率,90,75,85,正效率低 正效率低,适用,轿车 客车，货车 曾广泛使用过 应用较少,由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。,齿轮齿条式,齿轮齿条式,优点,结构简单、紧凑；,壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；,传动效率高达,90,；,齿轮齿条式,齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，可自动消除齿间隙，如图,7-1,所示。,这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用的体积小；没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；制造成本低。,缺点,因逆效率高,(60,70,),，冲击力会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动,又会造成打手，对驾驶员造成伤害。,根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出,(,图,72a),；,侧面输入，两端输出,(,图,72b),；,侧面输入，中间输出,(,图,72c),；,侧面输入，一端输出,(,图,72d),。,齿轮齿条式,采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器齿条断面形状有圆形,(,图,7,1),、,V,形,(,图,7,4),和,Y,形,(,图,7,5),三种,齿轮齿条式转向器布置形式,齿轮齿条式转向器广泛应用于,微型普通级、中级和高级轿车,上，甚至在高级轿车上也采用的。,装载量大、前轮采用独立悬架的货车和客有些也用齿轮齿式 转向器。,循环球式,由,螺杆和螺母,共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及,螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副,组成。,优点,将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可达到,75,-85,；,在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；,转向器的传动比可以变化；,工作平稳可靠；,齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行,(,图,78),；,适合用来做整体式动力转向器。,循环球式,循环球式,缺点,逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。,循环球式转向器主要用于,货车,和,客车,上。,循环球式齿条和齿扇之间的间隙调整,蜗杆滚轮式,蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。,其主要优点是,结构简单；,制造容易；,因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有比较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长；,逆效率低。,蜗杆滚轮式,主要缺点是,正效率低；,工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较 困难；,转向器的传动比不能变化。,这种转向器曾在汽车上广泛使用过。,蜗杆指销式,蜗杆指销式转向器的销子若不能自转，称为,固定销式蜗杆指销式转向器,；销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称之为,旋转销式转向器,。根据销子数量不同，又有,单销,和,双销,之分。,蜗杆指销式转向器应用较少。,机械式转向器方案分析,齿轮齿条式 循环球式 蜗杆滚轮式 蜗杆指销式,啮合副,齿轮齿条 螺杆和螺母 蜗杆和滚轮啮合 蜗杆指销,螺母上齿条与摇臂轴上齿扇,啮合副间隙,可调 可调 调隙困难 可调,传动比,I,可变 可变 不变 可变 或不变,效率,90,75,85,正效率低 正效率低,适用,轿车 客车，货车 曾广泛使用过 应用较少,防伤安全机构方案分析与计算,防伤安全机构方案分析与计算,第七章 转向系设计,第三节 转向系主要性能参数,转向系主要性能参数,转向器的效率,转向器的正效率,+,转向器逆效率,-,传动比的变化特性,转向系传动比,力传动比与转向系角传动比的关系,转向系的角传动比,i,w,o,转向器角传动比及其变化规律,转向器的效率,转向器的正效率,+,功率,P1,从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为,正效率,+,=(P,1,P,2,),P,l,；,o,为蜗杆,(,或螺杆,),的螺线导程角；,为摩擦角，,=,arctanf,；,f,为摩擦因数,转向器的效率,反之称为逆效率,-,=(P3P2),P3,式中，,P,2,-,转向器中的摩擦功率；,P,3,-,作用在转向摇臂轴上的功率。,传动比的变化特性,转向系传动比,转向系的传动比包括,转向系的角传动比,和,转向系的力传动比,。,力传动比,：从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的,2F,w,与作用在转向盘上的手力,F,h,之比,即,i,p,=2F,w,F,h,。,传动比的变化特性,转向系的角传动比,：转向盘转动角速度,w,与同侧转向节偏转角速度,k,之比,式中，,d,为,转向盘转角增量,；,d,k,为,转向节,转角增量,；,dt,为,时间增量,。,它又由,转向器角传动比,i,w,和,转向传动机构角传,动比,i,w,所组成,即,iw,o,=,i,w,i,w,传动比的变化特性,转向器角传动比,：转向盘角速度,w,与摇臂轴转动角速度,P,之比，称为转向器角传动比,i,w,书中第,229,页第,7,行,式中,d,p,为,摇臂轴转角增量,。,此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。,传动比的变化特性,摇臂轴转动角速度,p,与同侧转向节偏转角速度,k,之比，称为,转向传动机构的角传动比,i,w,：,传动比的变化特性,力传动比与转向系角传动比的关系,轮胎与地面之间的转向阻力,F,w,和作用在转向节上的转向阻力矩,M,r,之间有如下关系,作用在转向盘上的手力,F,h,可用下式表示,（,74,）,式中，,M,h,为作用在转向盘上的力矩；,Dsw,为转向盘直径。,传动比的变化特性,将式,(73),、式,(74),代入,ip,=2F,w,F,h,后得到,（,75,）,分析式,(75),可知，,当主销偏移距,a,小时，力传动比,i,p,应取大些才能保证转向轻便。,通常轿车的,a,值,0,4,0,6,倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的,d,值在,40,60mm,范围内选取。转向盘直径,Dsw,根据车型不同在,JB450586,转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。,传动比的变化特性,如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，,2M,r,M,h,可用下式表示,（,76,）,将式,(76),代人式,(75),后得到,(77,）,当,和,Dsw,不变时，力传动比,i,p,越大，虽然转向越轻，但,iwo,也越大，表明转向不灵敏。,转向系的角传动比,i,wo,转向传动机构角传动比，除用,i,w,=,d,p,d,k,表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长,L,2,与摇臂臂长,L,l,之比来表示，即,i,w,=,d,p,d,k,L,2,L,l,。,现代汽车结构中，,L,2,与,L,1,的比值大约在,0,85,1,1,之间，可近似认为其比值为,i,wo,i,w,=,d,d,。,由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研,究转向器的角传动比,i,w,及其变化规律即可。,传动比的变化特性,传动比的变化特性,转向器角传动比及其变化规律,增大角传动比可以增加力传动比。,从,ip,=2F,w,F,h,式可知，当,F,w,一定时，增大,i,p,能减小作用在转向盘上的手力,F,h,，使操纵轻便。,i,p,=2F,w,F,h,传动比的变化特性,转向器角传动比及其变化规律,考虑到,i,wo,i,w,，由,i,wo,的定义可知：对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。,角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的响应变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低,，,所以“轻”和“灵”构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可采用变速比转向器。,齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器都可以制成变速比转向器。下面介绍齿轮齿条式转向器变速比工作原理。,齿轮齿条式转向器变速比工作原理,当齿轮具有标准模数,m,1,和标准压力角,1,与一个具有变模数,m,2,、变压力角,2,的齿条相啮合，并始终保持,m,1,cos,l,=m,2,cos,2,时，它们就可以啮合运转。如果齿条中部,(,相当汽车直线行驶位置,),齿的压力角最大，向两端逐渐减小,(,模数也随之减小,),，则主动齿轮啮合半径也减小，致使转向盘每转动某同一角度时，齿条行程也随之减小。因此，转向器的传动比是变化的。,转向器的传动比是变化的,转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。过小则在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。直行位置的转向器角传动比不宜低于,15-16,。,转向器传动副的传动间隙,转向器传动间隙特性,传动间隙是指各种转向器中传动副,(,如循环球式转向器的齿扇和齿条,),之间的间隙。该间隙随转向盘转角,的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性,(,图,7-16),。,研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。,第七章 转向系设计,第四节 机械式转向器的设计,与计算,转向系计算载荷的确定,为转动转向轮要克服的阻力：,转向轮绕主销转动的阻力,车轮稳定阻力,轮胎变形阻力,转向系中的内摩擦阻力等,作用在转向盘上的手力为,700N,齿轮齿条式转向器的设计,多数采用斜齿圆柱齿轮,齿轮模数,m=2-3mm,之间,主动小齿轮,z,1,=5-7,个齿范围变化,=20,=9-15,齿条齿数,z2,据行程定,变速比的齿条压力角,=12-35,内变化,设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度,循环球式转向器设计,主要尺寸参数的选择,螺杆、钢球、螺母传动副,钢球中心距,D,螺杆外径,D,1,，设计时先参考同类型汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。,D2Dl=(5,10,)D,。,钢球,d=7,9mm,0,为螺线导程角,常,0,=5,8,滚道截面,接触角,=45,b=P-d2,5mm,。,螺距,P,一般在,12,18mm,内选取。工作钢球圈数有,1,.,5,和,2,.,5,圈,循环球式转向器零件强度计算,钢球与滚道之间的接触应力,F3,为钢球与螺杆之间的正压力,齿的弯曲应力,w,转向摇臂轴直径的确定,第七章 转向系设计,第五节 动力转向机构,功用；适用范围（,2.5T,用，,4T,应该用）,对动力转向机构的要求,1),运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。,2),随着转向轮阻力的增大,(,或减小,),，作用在转向盘上的手力必须增大,(,或减小,),，称之为“路感”。,3),当作用在转向盘上的切向力,F,h,0,025,0,.,190kN,时,(,因汽车形式不同而异,),，动力转向器就应开始工作。,对动力转向机构的要求,4),转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。,5),工作灵敏，即转向盘转动后，系统内压力能很快增长到最大值。,6),动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。,7),密封性能好，内、外泄漏少。,动力转向机构布置方案分析,整体式,(,图,725a),和,分置式,分置式又分为,：,分配阀装在动力缸上的称为,联阀式,，见图,725b,分配阀装在转向器和动力缸之间的拉杆上称为,连杆式,，见图,725c,；,分配阀装在转向器上的称为,半分置式,，见图,7-25d,。,动力转向机构的计算,动力缸尺寸的计算,分配滑阀参数的选择,分配滑阀的主要参数有,滑阀直径,d,预开隙,e,1,密封长度,e,2,滑阀总移动量,e,等,见图,728,动力转向机构的计算,上述参数影响分配阀的泄漏量、液流速度和转向灵敏度。,分配阀的泄漏量,Q,要求,Q,不大于溢流阀限制下最大排量的,5,10,。,Q,按下式计算,局部压力降,p,动力转向机构的计算,分配阀的回位弹簧,回位弹簧预压缩力的最小值，应大于转向器逆传动时的摩擦力，否则转向后转向轮不可能有自动回正作用。转向器的摩擦力可由试验确定。,动力转向机构的计算,动力转向器的评价指标,(1),动力转向器的作用效能,s=,F,h,F,h,s=1,15,。,(2),路感,转向器的摩擦力,回位弹簧阻力,反映路感的液压阻力,液压阻力等于反作用阀面积与工作液压压强的乘积。,在最大工作压力时，轿车：换算到转向盘上的力增加约,30,50N,，货车：增加,80,100N,。,动力转向机构的计算,(3),转向灵敏度,转向灵敏度可以用转向盘行程与滑阀行程的比值,i,来评价转向灵敏度也可以用接通动力转向时，作用到转向盘的手力和转角来评价，要求此力在,20,50N,，转角在,10,15,范围。,(4),动力转向器的静特性,动力转向器的静特性是指输入转矩与输出转矩之间的变化关系曲线,第七章 转向系设计,第六节 转向梯形,转向梯形结构方案分析,1,整体式转向梯形,2,断开式转向梯形,转向梯形结构方案分析,双横臂独立悬架断开点位置的确定,1),延长,KBB,与,KAA,，交于立柱,AB,的瞬心,P,点，由,P,点作直线,PS,。,S,点为转向节臂球销中心在悬架杆件,(,双横臂,),所在平面上的投影。当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。,2),延长直线,AB,与,KAKB,，交于,QAB,点，连,PQAB,直线。,转向梯形结构方案分析,双横臂独立悬架断开点位置的确定,3),连接,S,和,B,点，延长直线,SB,。,4),作直线,PQBS,，使直线,PQAB,与户,QBS,间夹角等于直线,PKA,与,PS,间的夹角。当,S,点低于,A,点时，,PQBS,线应低于,PQAB,线。,5),延长,PS,与,QBSKB,，相交于,D,点，此,D,点便是横拉杆铰接点,(,断开点,),的理想的位置。,整体式转向梯形机构优化设计,设计时需要确定两个参数：,梯形臂长,m,梯形底角,整体式转向梯形机构优化设计,思考题,1.,简述汽车转向系传动比？,2.,为什么汽车要采用变速比转向器？汽车一般采用哪几种转向器变速比转向器？,3.,齿轮齿条式转向器如何实现变速比？,4.,转向器角传动比变化特性曲线，试解释。,5.,转向器传动间隙特性是什么？研究特性的意义。,并指出图,716,所示,1,，,2,，,3,各是转向器在何时的变化特性？,6.,转向系中为转动转向轮要克服的阻力主要包括哪些？,思考题,7.,汽车为什么有动力转向机构？常用的型式是什 么？为什么？,8.,动力转向机构的评价指标是什么？,9.,转向梯形有哪几种形式？各适用什么场合？,10.,在双横臂独立悬架中的断开式转向梯形的横拉杆铰接点（断开点）如何确定？用图表示。,11.,整体式转向梯形机构优化设计中的设计变量是什么？目标函数是什么？约束条件是什么？,